(57)【要約】【課題】摩擦面の潤滑油の排出流量を大きくし、潤滑油の空気の含有量を多くすることで、ドラグトルクを低減させることができる、湿式摩擦係合要素の摩擦板の溝構造の最適化方法を提供すること。【解決手段】湿式摩擦係合要素の摩擦板の溝構造の最適化方法は、湿式摩擦係合要素の摩擦板表面に形成され、内方向に向かって広がる扇形状の内周部１２を有する溝１０について、内周部１２の入口角度（円周角）θと、溝１０全体の長さｗに対する内周部の長さｈの比ｈ／ｗに基づいて、溝面積当りの排出流量を計算し、溝面積当りの排出流量が一定値以上となるところの、内周部の入口角度（円周角）θと、溝全体の長さｗに対する内周部の長さｈの比ｈ／ｗの範囲を定めることからなる。【選択図】図１
2005265186.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
湿式摩擦係合要素の摩擦板表面に形成され、内方向に向かって広がる扇形状の内周部を有する溝構造の最適化方法であって、
内周部の入口角度（円周角）θと、溝全体の長さｗに対する内周部の長さｈの比ｈ／ｗに基づいて、溝面積当りの排出流量を計算し、
前記溝面積当りの排出流量が一定値以上となるところの、前記内周部の入口角度（円周角）θと、前記溝全体の長さｗに対する内周部の長さｈの比ｈ／ｗの範囲を定めることからなる、
湿式摩擦係合要素の摩擦板の溝構造の最適化方法。
【請求項２】
湿式摩擦係合要素の摩擦板表面に形成され、内方向に向かって広がる扇形状の内周部を有する溝構造であって、
前記内周部の入口角度（円周角）θが１５〜６０°、溝全体の長さｗに対する前記内周部の長さｈの比ｈ／ｗが０．１〜０．４の範囲にある、
湿式摩擦係合要素の摩擦板の溝構造。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、車両用トランスミッション、又は、産業用又は建設機械用トランスミッションに用いられる湿式摩擦係合装置のクラッチ、又は、湿式摩擦ブレーキ等の溝構造の最適化方法の技術分野に属する。
【背景技術】
【０００２】
従来、湿式摩擦係合要素は、例えば、車両のオートマチックトランスミッションに使用されている。
オートマチックトランスミッションにおける湿式摩擦係合要素には、多板摩擦係合装置に使用される摩擦板、ブレーキバンド等がある。多板摩擦係合装置２０は、図１０に示すように、油圧作動式ピストン２１と、交互に配列されてピストン２１によって互いに係合させられる複数枚の湿式摩擦板２２及びメイティングプレート２３とを有してなる。
【０００３】
湿式摩擦板２２は、コアプレート２４と、このコアプレート２４の両面に固着された摩擦材２５，２５とを有している。
メイティングプレート２３に接触する摩擦材２５の摩擦材表面２６には、図１１に示すように両側面が平行の溝３０が放射状に複数形成されている（例えば、特許文献１参照。）。
この溝は、冷却のために供給される潤滑油を排出するためのものであり、湿式摩擦板が非係合時に、摩擦材２５が貼付けられている湿式摩擦板とメイティングプレートと相対回転する場合、軸心から供給される潤滑油は引き摺られながら外周へ排出される。
【特許文献１】特開平０９−０５３６７４号公報
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００４】
非係合状態の湿式摩擦板２２とメイティングプレート２３の間では、理論上、トルクは伝達されない。ところが、実際には、湿式摩擦板２２とメイティングプレート２３との間に潤滑油が介在するため、この潤滑油によって、湿式摩擦板２２からメイティングプレート２３へ、又はメイティングプレート２３から湿式摩擦板２２へ、少なからずトルクが伝達される。このように伝達されるトルクをドラグトルクといい、例えば、オートマティックトランスミッションでは動力損失の原因となっている。
【０００５】
このドラグトルクは、潤滑油の剪断抵抗力によるものであるが、摩擦面の潤滑油の空気の含有量が多いと剪断抵抗力は小さくなり、摩擦面の潤滑油の空気の含有量が少ないと剪断抵抗力は大きくなることが知られている。また、摩擦面の潤滑油の空気の含有量は、潤滑油の排出流量を大きくすることで、増やすことができるものである。従って、相対回転する湿式摩擦板２２とメイティングプレート２３のドラグトルクを低減させるためには、摩擦面の潤滑油の排出流量を増やし、潤滑油の空気の含有量を増やし、潤滑油の剪断抵抗力を小さくすることが有効である。本発明の目的は、摩擦面の潤滑油の排出流量を大きくし、潤滑油の空気の含有量を多くすることで、ドラグトルクを低減させることができる、湿式摩擦係合要素の摩擦板の溝構造の最適化方法を提供することである。
【課題を解決するための手段】
【０００６】
本発明は、湿式摩擦係合要素の摩擦板表面に形成され、内方向に向かって広がる扇形状の内周部を有する溝構造の最適化方法であって、内周部の入口角度（円周角）θと、溝全体の長さｗに対する内周部の長さｈの比ｈ／ｗに基づいて、溝面積当りの排出流量を計算し、前記溝面積当りの排出流量が一定値以上となるところの、前記内周部の入口角度（円周角）θと、前記溝全体の長さｗに対する内周部の長さｈの比ｈ／ｗの範囲を定めることからなる湿式摩擦係合要素の摩擦板の溝構造の最適化方法によって、前記の課題を解決した。
【発明の効果】
【０００７】
本発明によれば、湿式摩擦係合要素の摩擦板表面に形成され、内方向に向かって広がる扇形状の内周部を有する溝構造において、内周部の入口角度（円周角）θと、溝全体の長さｗに対する内周部の長さｈの比ｈ／ｗに基づいて、溝面積当りの排出流量を計算し、前記溝面積当りの排出流量が一定値以上となるところの、前記内周部の入口角度（円周角）θと、前記溝全体の長さｗに対する内周部の長さｈの比ｈ／ｗの範囲を定めることにより、湿式摩擦係合要素の摩擦板の溝構造が最適化できることから、耐熱性能を損なうことなく、摩擦面の潤滑油の排出流量を増加させ、潤滑油の空気の含有量を増やし、ドラグトルクを低減させることができる摩擦板の溝構造が簡便に得られる。
【発明を実施するための最良の形態】
【０００８】
本発明の湿式摩擦係合要素の摩擦板の溝構造の最適化方法を、図１に基づいて説明する。
本発明の湿式摩擦係合要素の摩擦板の溝構造の最適化方法は、湿式摩擦係合要素の摩擦板表面に形成され、内方向に向かって広がる扇形状の内周部１２を有する溝１０の構造の最適化方法であって、内周部の入口角度（円周角）θと、溝全体の長さｗに対する内周部の長さｈの比ｈ／ｗに基づいて、溝面積当りの排出流量を計算し、溝面積当りの排出流量が一定値以上となるところの、前記内周部の入口角度（円周角）θと、前記溝全体の長さｗに対する内周部の長さｈの比ｈ／ｗの範囲を定めることからなる。
【０００９】
図１では、溝１０は外周側も僅かに５°開いているが、これに限るものではなく、従来通り平行であってもかまわない。なお、外周側の広がり角度が大きいと、排出流量は大きくなるが、摩擦材の面積が小さくなるので好ましいことではない。
従って、外周側の広がり角度は、０°以上、必要な摩擦材面積が確保できる最大角度以下の間の範囲で、適宜設定される。
【００１０】
図２に、潤滑油供給流量が一定の場合における、供給湿式摩擦板の回転数、潤滑油の最大排出流量、及びドラグトルクの関係を示す。ここで、潤滑油の最大排出流量とは、排出流量の理論計算値から得られる、供給流量に影響されないディスクが有する最大排出流量のことである。
これによれば、供給流量と最大排出流量が等しくなるとき、ドラグトルクが最大となることが分かる。
本発明者は、このドラグトルクが最大になる時点における潤滑油の排出流量について、摩擦板の溝形状を様々に変えて実験・測定を行った結果、溝の内周部が内部に向かって広がる形状を有していると排出流量向上に大きな効果があることを見出したものである。
【００１１】
また、摩擦板では、単なる排出流量ではなく、溝面積当たりの排出流量を向上させる必要がある。これは、摩擦板には耐熱性能が要求され、溝面積はできるだけ小さくしなければならないためである。
このことから、本発明は、内周部の入口角度（円周角）θと、溝全体の長さｗに対する内周部の長さｈの比ｈ／ｗに基づいて、溝面積当りの排出流量を計算し、溝面積当りの排出流量が一定値以上となるところの、前記内周部の入口角度（円周角）θと、前記溝全体の長さｗに対する内周部の長さｈの比ｈ／ｗの範囲を定めることで、最適な摩擦材の溝形状が得られるものである。本発明によれば、耐熱性能を損なうことなく、摩擦面の潤滑油の排出流量を増加させ、潤滑油の空気の含有量を増やし、ドラグトルクを低減させることができる溝構造が簡便に得られる。
【００１２】
具体的には、三次元熱流体解析ソフト「SCRYU/Tetra for Windows（ソフトウェアクレイドル社製）」を用いて計算した。
モデルは計算量を配慮して、周期境界を適用し溝を含めたセグメント１つとした。解析対象の潤滑油は定常状態であるものとした。解析領域は静止領域と回転領域に分けており、溝を含めた部分は回転領域、相手の平面部分は静止領域とした。この計算において、離散化手法は有限体積法、乱流モデルはｋ−εモデルを用いた。
【００１３】
また、湿式摩擦板の回転数を毎分５００回転として、内周部の入口角度（円周角）と、溝全体の長さに対する内周部の長さの比を様々に変えて、内径１４０ｍｍ、外径１６０ｍｍの摩擦板の溝面積当たりの排出流量を図３及び図４に示すモデルを用いて調べた。
その結果を図５に示す。ここで、図５は、横軸が内周部１２の入口角度（円周角）θ、縦軸が溝１０全体の長さｗに対する前記内周部１２の長さｈの比ｈ／ｗであり、溝面積当たりの排出量を等高線で示している。
なお、図５で示される計算範囲は、摩擦板としての仕様が成立し、且つ、生産可能性の見地から、横軸で１５〜６０°、縦軸で０．１〜０．５の範囲に限定した。
【００１４】
図５から、斜線の領域において、０．１４０７５ｃｃ／ｍｉｎ／ｍｍ2以上の 比較的大きい溝面積当たりの排出流量が得られることが分かる。具体的には、内周部の入口角度（円周角）θと、溝全体の長さｗに対する前記内周部の長さｈの比ｈ／ｗが、デカルト座標（θ、ｈ／ｗ）において、点ａ（６０．０，０）、点ｂ（４３．４，０）、点ｃ（２８．３，０．２０）、点ｄ（２７．９，０．３）、点ｅ（２６．３，０．４０）、点ｆ（３０．０，０．４２）、点ｇ（３２．０，０．４）、点ｈ（４５．０，０．３０）、点ｉ（６０．０，０．２３）を結ぶ線分で囲まれた領域（但し、線分を含む。）にあると、０．１４０７５ｃｃ／ｍｉｎ／ｍｍ2以上の比較的大きい溝面積当たりの排出流量が得られることが分か る。
【００１５】
次に、上記と同様の方法を用いて、内径１７８ｍｍ、外径２００ｍｍの摩擦板の溝面積当たりの排出流量を調べた。その結果を図６に示す。
図６から、斜線の領域において、０．１９６４５ｃｃ／ｍｉｎ／ｍｍ2以上の 比較的大きい溝面積当たりの排出流量が得られることが分かる。
【００１６】
さらに、上記と同様の方法を用いて、内径７８ｍｍ、外径１００ｍｍの摩擦板の溝面積当たりの排出流量を調べた。その結果を図７に示す。
図７から、斜線の領域において、０．０８３８５ｃｃ／ｍｉｎ／ｍｍ2以上の 比較的大きい溝面積当たりの排出流量が得られることが分かる。
【００１７】
図８は、図５〜図７の計算結果を１つにまとめて表したグラフである。図８より、摩擦板の外径が１００ｍｍ〜２００ｍｍの場合、内周部の入口角度（円周角）θと、溝全体の長さｗに対する前記内周部の長さｈの比ｈ／ｗが、デカルト座標（θ、ｈ／ｗ）において、点ａ（６０．０，０）、点ｂ（４３．４，０）、点ｃ（２８．３，０．２０）、点ｊ（２０．５，０．２８）、点ｋ（１５．５，０．４０）、点ｌ（２０．０，０．４１）、点ｆ（３０．０，０．４２）、点ｈ（４５．０，０．３０）、点ｉ（６０．０，０．２３）を結ぶ線分で囲まれた領域（但し、点線ｆｌ、点線ｃｊ、実線ｃｆ、実線ｊｌで囲まれた部分を含む。）にあると、この領域外よりも、比較的大きい溝面積当たりの排出流量が得られることが分かる。これを概略の四角形で示すと、前記内周部の入口角度（円周角）θが１５〜６０°、溝全体の長さｗに対する前記内周部の長さｈの比ｈ／ｗが０．１〜０．４の範囲ということができる。
かくして、本発明によれば、比較的大きい溝面積当たりの排出流量を有する溝構造を比較的簡便に得ることができる。
【００１８】
本発明の実施例と比較例を以下に説明する。
（実施例）
本発明の実施例は、内径１４０ｍｍ、外径１６０ｍｍであって、溝の内周部が内部に向かって広がる形状をしており、本発明の最適化方法により、溝の形状を、入口角度（円周角）θが３０°、溝全体の長さｗに対する前記内周部の長さｈの比ｈ／ｗが０．３とした摩擦板である。
（比較例）
比較例は、図１１に示すように溝の両側面が平行である溝構造を有し、他は、溝数、溝深さを含め、実施例と同一の構成を有する。
【００１９】
実施例及び比較例について、回転数を変化させ、ドラグトルクを調べた。その結果を図９に示す。
図９を見れば、本発明の最適化方法により得られる溝構造が、従来の溝構造に比して、ドラグトルク低減に大きな効果を有することが分かる。
【００２０】
また、図６及び図７に示した外径２００ｍｍ及び１００ｍｍの摩擦板の溝面積当たりの排出流量の計算結果から、入口角度（円周角）θと、溝全体の長さｗに対する前記内周部の長さｈの比ｈ／ｗの最適値を選択し、上記の実施例と同様にしてドラグトルクを調べた。その結果、外径２００ｍｍ及び１００ｍｍの場合も、上記の実施例と同様に優れた効果が得られた。
【００２１】
以上説明したように、本発明によれば、湿式摩擦係合要素の摩擦板表面に形成され、内方向に向かって広がる扇形状の内周部を有する溝構造において、内周部の入口角度（円周角）θと、溝全体の長さｗに対する内周部の長さｈの比ｈ／ｗに基づいて、溝面積当りの排出流量を計算し、前記溝面積当りの排出流量が一定値以上となるところの、前記内周部の入口角度（円周角）θと、前記溝全体の長さｗに対する内周部の長さｈの比ｈ／ｗの範囲を定めることにより、湿式摩擦係合要素の摩擦板の溝構造が最適化できることから、耐熱性能を損なうことなく、摩擦面の潤滑油の排出流量を増加させ、潤滑油の空気の含有量を増やし、ドラグトルクを低減させることができる摩擦板の溝構造が簡便に得られるという効果を奏する。
【図面の簡単な説明】
【００２２】
【図１】本発明の湿式摩擦係合要素の摩擦板の溝構造を示す概要図。
【図２】潤滑油供給流量が一定の場合における、湿式摩擦板の回転数、潤滑油の最大排出流量、及びドラグトルクの関係を示すグラフ。
【図３】流量の計算方法の説明図。
【図４】内周部の入口角度（円周角）と、溝全体の長さに対する内周部の長さの比を様々に変えた場合の、溝形状及び溝面積率を示す図表。
【図５】内周部の入口角度（円周角）と、溝全体の長さに対する内周部の長さの比を様々に変えた場合の、内径１４０ｍｍ、外径１６０ｍｍの摩擦材の排出流量を示すグラフ。
【図６】内周部の入口角度（円周角）と、溝全体の長さに対する内周部の長さの比を様々に変えた場合の、内径１７８ｍｍ、外径２００ｍｍの摩擦材の排出流量を示すグラフ。
【図７】内周部の入口角度（円周角）と、溝全体の長さに対する内周部の長さの比を様々に変えた場合の、内径７８ｍｍ、外径１００ｍｍの摩擦材の排出流量を示すグラフ。
【図８】図５〜図７の計算結果を１つにまとめて表したグラフ。
【図９】実施例及び比較例の、回転数を変化させた場合の、ドラグトルクを示すグラフ。
【図１０】多板摩擦係合装置の断面図。
【図１１】従来の湿式摩擦係合要素の摩擦板の溝構造を示す概要図。
【符号の説明】
【００２３】
１０：溝
１２：内周部
【図１】
2005265186.tif 000003
【図２】
2005265186.tif 000004
【図３】
2005265186.tif 000005
【図４】
2005265186.tif 000006
【図５】
2005265186.tif 000007
【図６】
2005265186.tif 000008
【図７】
2005265186.tif 000009
【図８】
2005265186.tif 000010
【図９】
2005265186.tif 000011
【図１０】
2005265186.tif 000012
【図１１】
2005265186.tif 000013